第五章机床变速箱的设计

1、第5章 机床变速箱的设计5.1 机床设计的基本理论5.2 机床主要参数的计算5.3 机床传动系统的设计5.4 主轴组件的设计5.5 机床传动件的布置5.1 5.1 机床设计的基本理论机床设计的基本理论5.1.1 5.1.1 机床设计应满足的基本要求机床设计应满足的基本要求 1. 1. 工艺范围工艺范围2. 2. 柔性柔性 3. 3. 可亲近性可亲近性4. 4. 刚度刚度5. 5. 精度精度6. 6. 噪声噪声 7. 7. 生产率生产率 8 8.自动化自动化9 9. 成本成本 10. 10. 生产周期生产周期 11. 11. 可靠性可靠性 12. 12. 造型与色彩造型与色彩5.1.2 5.1.

2、2 主传动系统设计应满足的基本要求主传动系统设计应满足的基本要求 1. 满足机床使用性能要求满足机床使用性能要求 2. 满足机床传递动力要求满足机床传递动力要求 3. 满足机床工作性能的要求满足机床工作性能的要求 4. 满足机床设计经济的要求满足机床设计经济的要求 5. 调整维修方便，结构简单、合理，调整维修方便，结构简单、合理， 便于加工和装配便于加工和装配5.1.3 5.1.3 机床设计步骤机床设计步骤 1. 总体设计总体设计 2. 详细设计详细设计 （1）技术设计 （2）施工设计 3. 机床定型综合评价机床定型综合评价 4. 定型设计定型设计机床传动系统图机床传动系统图5.1.4 5.1

3、.4 机床变速箱分析机床变速箱分析机床运动学原理图机床运动学原理图一、主参数及尺寸参数二、运动参数 （一）主运动参数 （二）进给量的确定 （三）变速形式与 驱动方式选择三、动力参数（一）主运动参数主运动参数 1. 最低和最高转速的确定 2. 主轴转速的合理排列 3. 标准公比及标准转速数列 4. 公比的选用 5. 变速范围Rn、公比 与级数Z 三者之间的关系5.2 5.2 机床主要参数的计算机床主要参数的计算一、主参数及尺寸参数一、主参数及尺寸参数 主参数指代表机床规格大小及反映机床最大工作能力的一种参数，一些机床还规定有第二主参数。尺寸参数指机床的主要结构尺寸参数，常包括与被加工零件有关的尺

4、寸和标准化工具或夹具的安装面尺寸。5.2 5.2 机床主要参数的计算机床主要参数的计算（一）主运动参数（一）主运动参数l主运动为回转运动时： 主轴转速用 =1000v/=1000v/d r/mind r/min 表示。l 主运动为直线运动时： 主运动参数用刀具或工件的每分钟 往复次数次min 表示。二、运动参数二、运动参数 dmin 、 dmax为最大最小经济加工直径 dmax=K1D dmin=K2dmax 卧式车床K1=0.5 摇臂转床K1=1.0 K2=0.2-0.25 maxminmin1000dvnminmaxmax1000dVn1. 1. n nminmin和和n nmaxmax的

5、确定的确定例题:确定卧式车床主轴的转速范围。 硬质合金车刀半精车小直径钢材外圆时达最高转速， 取Vmax=200m/min； 机床能加工的最大直径为400mm。 则：dmax=K1D=0.5 400=200mmdmin=K2dmax=0.25200=50mmmin/1273502001000minmax1000maxrdVnmin/ 9 .23200151000minrn 高速钢车刀粗车铸铁件表面时可能达最低转速，高速钢车刀粗车铸铁件表面时可能达最低转速， 取取V Vminmin= =m/minm/min； 机床能加工的最大直径为机床能加工的最大直径为400mm400mm。则则d dmaxma

6、x=K=K1 1D=0.5 D=0.5 400=200mm 400=200mm d dminmin=K=K1 1d dmamax=0.25x=0.25200=50mm200=50mm 高速钢刀具精车合金钢材料的梯形螺纹时达最低转速 取Vmin=1.5m/min； 机床能加工丝杠最大直径在4050mm左右。min/ 55. 9505 . 110001000maxminminrdvn综上所述综上所述, ,再考虑留有技术储备再考虑留有技术储备, ,最后确定：最后确定： n nmaxmax=1600 r/min=1600 r/min n nminmin= 10 r/min= 10 r/min目前，多数

7、机床主轴转速是按等比级数排列，其公比为。若某一工序要求的最佳速度为n满足 njnnj+1实际加工时用nj，则其转速损失为nnj相对转速损失率为:max111111limjjjjjjnnjnnnnAnn maxjnnAAn2. 2. 主轴转速的合理排列主轴转速的合理排列标准公比值有1.06、1.12、1.26、1.41、1.58、1.78、2。标准转速系列可由标准数列查取。3. 3. 标准公比值和标准转速系列标准公比值和标准转速系列 A 结构中型机床 不能太大 不能很复杂取1.26, 1.41大型机床 不能大(要小) 可以复杂点 取1.12,1.26小型机床 可以大一些 结构简单 取1.58,1

8、.78半自动车床 要小 工艺范围小结构不复杂 取1.12,1.26专门化机床 要小 工艺范围小结构不复杂 取1.06,1.12,1.26. . 公比的选用公比的选用Z取整 齿轮数 18181 18 对 1892 11 对 1863 9 对 轴向尺寸太大 18332 8 对 宜采用双联三联滑移齿轮变速 Z 取 6 8 9 12 16 18 24 5. 5. 变速范围变速范围R Rn n、公比、公比和级数和级数Z Z的关系的关系z-1111maxminznnnRnn1lglglg) 1(lgnnRZZR 采用有级变速方式驱动时： 进给量一般为等比级数。 各种螺纹加工机床： 进给量一般为等差级数。

9、（二）（二） 进给量的确定进给量的确定 有级变速无级变速1. 机械传动形式2. 机电结合传动形式3. 零传动形式（三）（三） 变速形式与驱动方式变速形式与驱动方式三、动力参数三、动力参数动力参数包括机床驱动的各种电动机的功率或扭矩主电机功率的确定：主电机功率的确定：P P主主P P切切+P+P空空+P+P辅辅P P主主 主电机功率主电机功率P P切切 切削功率切削功率P P空空 空载功率空载功率P P辅辅 随载荷增加的机械随载荷增加的机械 摩擦损耗功率摩擦损耗功率60000VFPZ切床切主PP床=0.70.85第三节第三节 机床主传动系统的设计机床主传动系统的设计一、主传动系分类主传动系分类二

10、、主传动系的传动方式二、主传动系的传动方式三、分级变速主传动系的设计三、分级变速主传动系的设计一、主传动系分类一、主传动系分类 . . 按驱动主传动的电动机类型按驱动主传动的电动机类型 直流电机直流电机 交流电机：交流电机： 单速交流电机单速交流电机 调速交流电机：多速交流电机调速交流电机：多速交流电机 无级调速交流电机无级调速交流电机 . . 按传动装置类型按传动装置类型 机械传动装置机械传动装置 液压传动装置液压传动装置 电气传动装置电气传动装置 组合式组合式 有级变速：滑移齿轮变速有级变速：滑移齿轮变速 交换齿轮变速交换齿轮变速离合器变速：摩擦式、牙嵌式、齿轮式离合器变速：摩擦式、牙嵌式

11、、齿轮式 无级变速：机械摩擦无级变速无级变速：机械摩擦无级变速 液压无级变速液压无级变速 电气无级变速电气无级变速 . . 按变速的连续性按变速的连续性 二、主传动系的传动方式二、主传动系的传动方式 1、集中传动方式、集中传动方式 2、分离传动方式、分离传动方式 三三 、分级变速主传动系统设计、分级变速主传动系统设计 （一）拟定转速图和结构式 （二）各变速组的变速范围Rj及极限传动比 （三）主变速传动系设计的一般规则 （四）主变速传动系的几种特殊设计 （五）扩大传动系变速范围的方法 （六）齿轮齿数的确定 （七）计算转速 （八）变速箱内传动件的空间布置与计算机械制造装备设计机械制造装备设计（一）

12、拟定转速图和结构式（一）拟定转速图和结构式1. 1. 转速图转速图 转速图是设计和分析变速主传动系统的工具。在转速图中可以表示出：（1）传动轴的数目；（2）轴之间的传动关系；（3）主轴转速的传动路线；（4）所有转速值；（5）各传动副的传动比。并且根据转速图可以计算齿轮齿数及带轮直径，为以后的结构设计提供依据。级比指数的概念级比指数的概念变速组的级比是指主动轴上同一点传往被动轴相邻两传动线的比值，用 xi表示，其中xi称为级比指数级比指数，在图中由相邻两传动线的间隔格数表示。事实上，在有级变速系统设计中，为了使主轴得到的转速为连续连续的等比列必须有一个变速组的级比指数为级比指数为1 1，此变速组

13、称为基本组基本组。除基本组之外的各个变速组均称为扩大组扩大组。 2. 结构式结构式结构式是转速图的通式。等式左边为该传动系统具有的转速级数；等式右边的乘式中各乘数表示按传动顺序排列的各变速组的传动副数传动副数，各乘数下标表示各变速组的级比指数级比指数。如前例的结构式为: 12=312326，12表示该车床主传动系有12级转速； 322表示a、b、c变速组传动副数依次为3、2、2；下标1、3、6表示a、b、c变速组级比指数依次为1、3、6。变速组的概念变速组的概念分析前例：变速组a级比指数为1，称为基本组基本组，用x x0 0=1=1表示；变速组b级比指数为3， 其作用为把基本组的转速第一次扩大

14、，称为第一扩大组第一扩大组，用x x1 1=3=3表示，p0=x1；变速组C级比指数为6，其作用为把第一扩 大组的转速再一次扩大，称为第二扩大组第二扩大组，用x x2 2=6=6表示，X2=p0p16=32。 综上所述，结构式若按传动顺序排列可用下列通式表示：Z ZP Pa a (x (xa a) )P Pb b( x( xb b) )P Pc c( x( xc c) ) P Pj j( x( xj j) ) P Pn n( x( xn n) ) 其中Pj表示第j个变速组有Pj个传动副；Xj表示第j个变速组的级比指数为xj。而从扩大顺序可以得出：xn= P0P一扩 P二扩 Pn-1 其中n表示

15、第n个扩大组。 注意注意: : 一个结构式可以对映一些不同的不同的转速图，而一个 转速图只能对映一个一个结构式。 分析不同的结构式时也可用对应的结构网 来画图分析。 机械制造装备设计机械制造装备设计（二）各变速组的变速范围（二）各变速组的变速范围R Rj j及极限传动比及极限传动比1. 机床变速范围 Rn=nmax/nmin= z-1 Rn=RaRbRc Rj Ri 其中Rj为第j个变速组的变速范围。即机床的变速范围Rn等于各变速组的变速范围的乘积。Rj为该变速组中最大最小的传动比的比值:R Rj j(u (umaxmax) )j j/(u/(uminmin) )j j= = x xj j（P

16、 Pj j-1 -1）= = P P0 0P P1 1 P Pj- j-1 1（P Pj j-1 -1） 其中xj为第j个变速组的级比指数， Pj为第j 个变速组的传动副数， 即第j个变速组的变速范围Rj等于该变速组 的级比指数与该变速组的传动副数减一后 的乘积乘积。2. 2. 变速组的变速范围变速组的变速范围变速组中最大的传动比的比值：u umaxmax2 如果是斜齿轮：u umaxmax2.5变速组中最小的传动比的比值：u uminmin1/41/4直齿齿轮传动：Rmaxmax=2/0.25=8斜齿齿轮传动：Rmaxmax=2.5/0.25=103. 3. 极限传动比极限传动比分析基本组分

17、析基本组分析前例：变速组a是基本组：ua1=24/48=1/2= 1/ 2 ua2=30/42=1/1.41= 1/ ua3=36/36=1= 1/ 故: R0=ua3/ua1= 2 R0= X0(P0-1)= 1(3-1)= 2 变速组b是第一扩大组： ub1=22/62=1/2.82= 1/ 3 ub2=42/42=1=1/ 故: R1=ub2/ub1= 3 R1= X1(P1-1)= 3(2-1)= 3 分析第一扩大组分析第一扩大组变速组c是第二扩大组： uc1=18/72=1/4= 1/ 4， uc2=60/30=2/1= 2/1，故: R2=uc2/uc1= 6， R2= X2(P2

18、-1)= 6(2-1)= 6可归纳出: R Rj j = = x xj j（P Pj j-1 -1） = = P P0 0P P1 1 P Pj- j-1 1（P Pj j-1 -1）分析第二扩大组分析第二扩大组（三）主变速传动系设计的一般规则（三）主变速传动系设计的一般规则 1. 确定变速组及其传动副数 的原则 前多后少前多后少: P: P取取2 2或或3 3原因：结构上常采用双联或三联滑移齿轮 转速高扭矩小重量轻 12=312=32 22 2=232 =22318=318=33 32 2=233=323尽量保持传动顺序与扩大顺序相一致 前密后疏前密后疏原因：使各传动件结构紧凑，便于制造 2

19、. 确定基本组和扩大组排列顺序的原则12=312=31 12 23 32 26 6分析前例 12=312=31 12 23 32 26 6 12=312623 12=322126 12=342122 12=322621 12=342221又例 18=318=31 13 33 32 29 9 18=313623 18=333129 18=363123 18=323621 18=363221传动顺序与扩大顺序的比较传动顺序与扩大顺序的比较降速时，Umin1/4 升速时，Umax2（斜齿轮Umax 2.5）各变速组变速范围Rimax 8（斜齿轮Rimax10）原因: 降速时，应避免被动轮尺寸过大从而

20、导致 变速箱径向尺寸过大; 升速时,应避免扩大传动误差,应降低振动 和噪音。3. 3. 确定变速组中极限传动比和变速范围的原则确定变速组中极限传动比和变速范围的原则总体是降速比应： 前缓后急前缓后急各中间传递轴的最低转速应适当高些 UaminUbmin Ucmin 原因：传动件结构紧凑4. 4. 分配传动比的原则分配传动比的原则 综上所述，以上四项原则为进行主传动系统设计时应遵循的一般原则，在一些特殊情况下允许偏离其中的某些原则。 前多后少 前紧后松 最大传动比2 最小传动比4 前缓后急四项原则四项原则解题步骤解题步骤1、Vmax 、 Vmin 、Rn 的确定2、确定3、计算Z4、选择传动方案

21、5、确定扩大顺序6、验算变速范围是否合理7、确定各变速组Ujmin（四）主变速传动系的几种特殊设计（四）主变速传动系的几种特殊设计 1. 具有多速电动机的主变速传动系双速电机 750/1500 r/min 或1500/3000 r/min三速电机 750/1500/3000 r/min 双速电机： 相当于一个双联滑移齿轮。 三速电机： 相当于一个三联滑移齿轮。 通常采用多速异步电动机和其他变速方式串联来构成某些主传动系统。 该多速异步电动机也称为电变速组电变速组，它位于传动顺序的第一组，可以简化机床结构。 电变速组的级比指数根据公比来确定。 根据x电的值确定电机在扩大顺序中的位置。 确定其它滑

22、移齿轮变速组的位置。 对于成批生产用的机床，为简化结构，这时常采用交换齿轮替代交换齿轮替代滑移齿轮，串联来构成主传动系统。 这里的交换齿轮用于每批工件加工前加工前的变速，其他变速方式用于同批工件加工时的变速。2. 2. 具有交换齿轮的主变速传动系具有交换齿轮的主变速传动系 为了减少交换齿轮的数量，相啮合的两齿轮常交换位置交换位置，互为主、被动齿轮。 这时在转速图上体现为变速组对称分布，存在 降降升升 交换齿轮变速可以用少量齿轮得到多级转速，且不需要操纵机构，可使变速箱结构大大简化。 . . 采用公用齿轮的主变速传动系采用公用齿轮的主变速传动系在变速传动系统中，若一齿轮即是前一变速组的被动轮，同

23、时又是后一变速组的主动轮，则称这一齿轮为公用齿轮公用齿轮。采用公用齿轮公用齿轮可以简化结构，使空间紧凑。按相邻变速组内公用齿轮的数目常分为单公用齿轮和双公用齿轮。采用公用齿轮时，两个变速组的模数必须相同模数必须相同，且应尽量选择变速组内较大的齿轮较大的齿轮作为公用齿轮。采用公用齿轮的主变速传动系动系3. 3. 采用双公比的传动系采用双公比的传动系 在通用机床的使用中，每级转速使用的频率不太相同，一般中段转速使用较多，而高速和低速段使用比较少。因此可在中段转速使用较小公比较小公比，而在高速和低速段使用较大公比较大公比，这就是采用双公比双公比的主传动设计。 这里仅讨论对称型混合公比对称型混合公比。

24、双公比的变速传动系是在常规变速传动系基础上，通过改变基本组的级比指数改变基本组的级比指数演变来的。4. 4. 采用分支传动采用分支传动分支传动是指在串联型式变速传动系的基础上，分支传动是指在串联型式变速传动系的基础上，增加并联分支以扩大变速范围。常用增加并联分支以扩大变速范围。常用“”表示串联表示串联、“”表示并联表示并联 、“”表示转速重复。表示转速重复。CA6140CA6140：24=224=21 13 32 2(2 (26 62 26 6+1)+1) （五）扩大传动系变速范围的方法（五）扩大传动系变速范围的方法 结构式：结构式：18=318=31 13 33 32 29 9故当公比取1.

25、26时：R2=1.269=8 符合要求 R1=1.2632=1.266故当公比取1.41时：R2=1.419=1.4181.41=161.41=22.56 R1=1.4132=1.416=8 符合要求结构式：结构式：18=318=31 13 33 32 29 9 18=3 18=31 12 23 32 26 62 2（12-612-6） 18=318=31 12 23 32 26 62 26 6 R1=1.4161=1.416=8 符合要求2 26 6中的中的6=126=126 6，6 6是重复级数是重复级数1. 1. 增加变速组增加变速组2. 采用背轮机构采用背轮机构采用背轮结构采用背轮结构

26、当运动由高速直联传动时： 当运动由低速降比传动时：1/16由此可见：背轮机构能扩大变速范围，其背168 远大于普通双联齿轮变速组的最大变速范围。 应当注意的是设计背轮机构时，当运动由高速直联传动时，应使背轮脱开，从而减少空载功率损失、噪音和发热，并避免超速现象。（六）齿轮齿数的确定（六）齿轮齿数的确定转速图上各变速组的传动比确定之后，就可以确定带轮直径和齿轮齿数。对于定比传动的带轮直径和齿轮齿数，可依据机械设计手册推荐的计算方法确定；对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮副的齿数和z和小齿轮的齿数可从表2-8中选取。（1） Sz100120 （2）两轴之间的中

27、心距a（3）最小齿数选择 保证不发生相切 Zmin17 一般在主传动系统中，取Zmin18 20。（4） a2m1. 1. 齿轮选择时应注意的问题齿轮选择时应注意的问题 采用三联滑移齿轮时，应保证滑移时齿轮外圆不相碰。 2. 2. 三联滑移齿轮的齿数确定三联滑移齿轮的齿数确定)(2121ZZma)2(*11aahZmd)2(*33aahZmd正常齿取1*ah结论结论因此三联滑移齿轮的因此三联滑移齿轮的最大和次大齿轮之间的齿数差应最大和次大齿轮之间的齿数差应4 4。实际传动比和理论传动比之间的转速误差应满足： = 10(= 10( -1)%-1)% 其中：n实为由最终选定齿数算出的转速； n理为

28、由转速图上查出的标准转速； 为标准公比。理理实nnn3. 3. 控制实际传动比和理论传动比之间的控制实际传动比和理论传动比之间的 转速误差转速误差4. 4. 查表法查表法: :选用同模数、不变位的齿轮副选用同模数、不变位的齿轮副ua1=1 ua2=1/1.41 ua3=1/2 Sz待定 Z小 Z小 Z小 Z小 ua1=1 24 30 36 36 42ua2=1/1.41 20 25 30 30 35ua3= 1/2 16 20 2424 28 Sz 48 60 72 72 84则选定齿数和为72，各对齿轮副齿数如下：Ua1=36/36 Ua2=30/42 Ua3= 24/48 选用同模数、不变

29、位的齿轮副变速组中每对齿轮副均满足下列两式： Z Z主主i i+Z+Z被被i i=S=Sz z (1) (1) Z Z主主i i/Z/Z被被i i=U=Ui i (2) (2) 故有故有: Z: Z主主i i=S=Sz z U Ui i / /（1+U1+Ui i） Z Z被被i i=S=Sz z/ /（1+U1+Ui i）5. 5. 计算法计算法（七）计算转速（七）计算转速1. 1. 机床的功率扭矩特性机床的功率扭矩特性主运动是回转运动回转运动的机床，其主传动属恒功率恒功率传动。 主变速传动系中各传动件究竟按多大的扭矩进行计算，引入了计算转速的概念。规定主轴或其余各传动件传递全主轴或其余各传

30、动件传递全部功率的最低转速为它们的计算转速，用部功率的最低转速为它们的计算转速，用j j表示。表示。主轴的功率扭矩特性图主轴的功率扭矩特性图确定变速传动系中各传动件的计确定变速传动系中各传动件的计算转速时，应先定出主轴的计算转速，算转速时，应先定出主轴的计算转速，再按序由后往前，推算出各传动轴的再按序由后往前，推算出各传动轴的计算转速，最后再确定各齿轮的计算计算转速，最后再确定各齿轮的计算转速。转速。、变速传动系中传动件计算转速的确定、变速传动系中传动件计算转速的确定主轴的计算转速可由表2-9的相应公式算出。一般的中型通用机床和使用较广的半自动机床常定主轴的第一个低的三分之一转速范围内第一个低

31、的三分之一转速范围内的最高一级转速为计算转速的最高一级转速为计算转速j j。 主轴计算转速的确定主轴计算转速的确定 其它传动轴计算转速的确定 各齿轮计算转速的确定传递满载功率的最低转速传递满载功率的最低转速5.4 5.4 主轴组件的设计主轴组件的设计主轴部件包括:主轴、主轴轴承、传动件、及其它附件一 、主轴组件应满足的基本要求二、 主轴组件的传动方式三、 主轴组件结构设计四、 主轴轴承一一 、主轴部件应满足的基本要求、主轴部件应满足的基本要求1. 旋转精度 在无载荷、低速运动条件下，主轴前端定位面的径向和轴向跳动。它取决于主轴 、轴承、箱体孔等的制造、装配和调整精度。 2. 刚度 静刚度：ki

32、=Fi/Yi 动刚度：kd=Fd/Yd 3. 3. 抗振性抗振性 它主要指主轴部件抵抗受迫振动和自激振动的能力。4. 4. 温升和热变形温升和热变形5. 5. 精度保持性精度保持性二、主轴部件的传动方式二、主轴部件的传动方式1. 1. 齿轮传动齿轮传动 扭矩大，线速度不能太高，V1215m/s；传动平稳性差， 齿轮平稳性精度取56级,采用斜齿轮B小于等于1520度；精密机床齿轮与主轴采用圆锥配合。2. 2. 带传动带传动3. 3. 电动机直接驱动电动机直接驱动 三、主轴部件结构设计 （一）主轴部件的支承数目（一）主轴部件的支承数目 （二）推动轴承位置配制形式（二）推动轴承位置配制形式 （三）主

33、轴传动件位置的合理布局（三）主轴传动件位置的合理布局 （四）主轴主要结构参数的确定（四）主轴主要结构参数的确定 （五）主轴（五）主轴三、主轴部件结构设计三、主轴部件结构设计（一）主轴部件的支承数目（一）主轴部件的支承数目 多数机床主轴采用前、后双支承； 为提高刚度和抗振性，有的机床主轴采用三支承， 且以前、后支承为主要支承的较多。（二）推动轴承位置配制形式（二）推动轴承位置配制形式a）前端配置b）中间配置c）后端配置d） e）两端配置 （三）主轴主要结构参数的确定（三）主轴主要结构参数的确定1. 1. 主轴前轴颈直径主轴前轴颈直径D D1 1的选取的选取 D1一般按机床类型、主轴传递的功率或最大加工直径 参考表3-1选取。车床和铣床后轴径的直径：D D2 2(0.7(0.7 0.85)D0.85)D1 1 2 2、主轴内孔直径、主轴内孔直径d d的确定的确定 主轴内孔直径d与用途有关。 由材料力学视抗弯强度要求确定。3 3、主轴前端悬伸量、主轴前端悬伸量a a的确定的确定尽可能小，受主轴端部结构限制，已标准化4 4、主轴主要支承间跨距的确定、主轴主要支承间跨距的确定 0 0(23.5)a(23.5)